车辆工程毕业设计87东风300贯通式驱动桥及轮边减速器设计 - 图文(5)

系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下i0的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速Vamax。这时i0值应按下式来确定：

i0?0.377 (3.1)

Vamaxigh式中: rr——车轮的滚动半径，东风300轮胎为11.00R20，经计算，车论的滚动半径

为0.512m；9R20,半径为0.484m

rrnpigh——变速器量高档传动比。igh=1

对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择： i0??0.377~0.472?式中:rr——车辆的滚动半径，m；0.512m

rrnpVamaxighifhiLB (3.2)

iFh——分动器或加力器的高档传动比；1 igh——变速器最高档传动比；1

iLB——轮边减速器的传动比。1.21

根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应[7]。

把np=3000r/n , Vamax=95km/h , rr=0.512m, igh=1代入 计算出i0=（5.03~6.30）

根据表2.1选择汽车驱动桥离地间隙

根据表3.1汽车驱动桥最小离地间隙为300mm。

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表3.1 汽车驱动桥离地间隙

车 型 微 型 轿 车 小 型 中 级 高 级 微型、轻型 载货汽车 中 型 重型、超重型 越野汽车 客 车 微型、轻型 中型、重型 小 型 中型、大型 离地间隙/mm 120~190 120~230 130~160 190~220 210~275 230~345 220~280 280~400 180~220 210~290 3.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定

通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种

情况下用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tce，Tcs）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以盐酸主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。

1、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce 从动锥齿轮计算转矩

Tce?式中: Tce——计算转矩，N?m；

TemaxiTLK0?T (3.3) nTemax——发动机最大转矩；Temax=1500N?m；

n——计算驱动桥数，2；

iTL——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；

iTL=12.11

?T——上述传动部分的效率，取?=0.9；

K0——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各

类汽车取K0=1；

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代入式，有：

Tce?1500?12.11?1?0.9?8174.25N?m

2当计算主减速器主动齿轮时，应将式除以该对齿轮的减速比及传动效率，即主动锥齿轮计算转矩，T=7742.51N?m

2、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs： Tcs?G2?rr (3.4) ?mim式中：G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载13000×

9.8N=127400N的负荷；

?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取?=0.85；

对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25；

rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB516-82 9.0～20，则车论的滚

动半径为0.512m；

?m，im——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率

和传动比，例如轮边减速器，?m取0.9；

所以

Tcs?58671.41N?m

以上计算的转矩是最大转矩而不是正常持续转矩，不能作为疲劳损坏的依据。汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的[8]。

3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：

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Tcf??Ga?GT?rr?fim??m?nR?fH?fp? (3.5)

式中：Ga——汽车满载时的总重量，25000×9.8=245000N；

9.8N=392000N，但仅用于牵引车GT——所牵引的挂车满载时总重量，40000×

的计算；

fR——道路滚动阻力系数，计算时轿车取0.010~0.025；载货汽车可取

0.015~0.020；越野汽车取0.020~0.035；在此取0.016

fH——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车和公共汽车可取

0.05~0.09在此取0.07；

fP——汽车的性能系数；fP?0.195?Ga?GT??1?0.195?Ga?GT?16-,当?16 ??100?TemaxTemax?时，取fP?0；

0.195?Ga?GT??41.46?16，在此取0； Temax?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的效率，取0.9；

im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；

n——驱动桥数。在此取为2； 所以：

Tcf=12473.71N?m

3.2.3 主减速器齿轮基本参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角?、法向压力角?等。

1、齿数的选择

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： （1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。

（2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。

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（3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于卡车z1一般不小于6。 （4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 （5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。

对于双曲面齿轮贯通式主减速器来说，通常主动齿轮的最小齿数为8. 根据以上要求，这里取z1=9， z2=37，能够满足条件：z1+z2?46?40。 2、节圆直径的选择

可根据从动锥齿轮的计算转矩（Tce，Tcs，并取两者中较小的一个为计算依据），按经验公式选出。

D2可根据经验公式初选，即

D2?KD23Tc (3.6) 式中：KD2——直径系数，一般取13.0～15.3；

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tce和Tcs中的较小者。 所以 D2=（13.0～15.3）3.8174.25=14.0×3.8174.25=280mm。 初选D2=280mm。 3、 齿轮端面模数的选择 初选D后，按

mt?D2z?28037?7.57mm (3.7)

2参考《机械设计手册》选取mt? 8mm，则D2=296mm

根据mt?Km3Tc来校核ms=8mm选取的是否合适，其中Km=（0.3～0.4） 此处，mt=0.35×38174.25=8.21，因此满足校核条件。

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